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机械设计课程设计说 明 书设 计 者： 指导教师： 2010年月日 目 录1 设计任务书31.1 设计题目 ：设计胶带输送机的传动装置31.2 工作条件：31.3 技术数据：32 电动机的选择计算32.1 选择电动机系列32.2 滚筒转动所需要的有效功率32.3 确定电动机的转速43 传动装置的运动及动力参数计算43.1 分配传动比43.2 各轴功率、转速和转矩的计算53.3 开式齿轮的设计74 传动零件的设计计算104.1 减速器高速级齿轮的设计计算104.2 减速器低速级齿轮的设计计算155 联轴器的选择与轴承的选择195.1 减速器高速端联轴器的设计195.2 轴承的选择206 轴的设计计算207 轴承的寿命计算248键的强度校核279减速器的润滑及密封形式选择2810参考文献281 设计任务书1.1 设计题目 ：设计胶带输送机的传动装置1.2 工作条件：工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量82清洁平稳小批1.3 技术数据：题号滚筒圆周力F(N)带速v(m/s)滚筒直径 D(mm)滚筒长度 L(mm)ZL-1(A)120000.264508002 电动机的选择计算2.1 选择电动机系列 根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380伏，Y系列。2.2 滚筒转动所需要的有效功率 传动装置总效率： 根据表17-9确定各部分的效率：弹性联轴器的效率 圆锥滚子轴承的效率 闭式齿轮的啮合效率 开式齿轮的啮合效率 梁沟球轴承的效率 卷筒的效率 则传动装置的总效率 2.3 确定电动机的转速 滚筒轴转速 所需的电动机的功率 查表，可选Y系列三相异步电动机Y132M6型 ，额定功率4kW, 同步转速960r/min。同时，查表得电动机中心高 H=132mm，外伸轴段 DE=38mm80mm。3 传动装置的运动及动力参数计算 3.1 分配传动比 3.1.1 各级传动比的粗略分配 查表4.2-9 取 减速器的传动比 减速器箱内高速级齿轮传动比：减速器箱内低速级齿轮传动比 允许实际总传动比与要求传动比有(35)%的误差。 3.2 各轴功率、转速和转矩的计算3.2.1 0轴（电动机轴） 取 3.2.2 轴（减速器高速轴） 3.2.3 轴（减速器中间轴） 3.2.4 轴（减速器低速轴） 3.2.5 轴（传动轴） 3.2.6 轴（卷筒轴） 各轴运动及动力参数见下表表1 各轴运动及动力参数表轴序号功 率P(kW)转 速n(r/min)转 矩T(N.m)传动比效率04.096039.79210.97313.89296038.7234.340.95063.700221.2159.7403.340.96033.55366.23512.34610.98013.48266.23502.15260.94053.27511.042833.5923.3 开式齿轮的设计3.3.1 选择材料小齿轮:选择45号优质钢，调质处理，取齿面硬度230HBS；大齿轮:选择QT500-7，正火处理，取齿面硬度210HBS。 3.3.2 根据齿根弯曲疲劳强度确定模数初取小齿轮齿数 则大齿轮齿数选取， 查图5-18得，查图5-19得 查图5-14得 查图5-15得 由,，取，由公式5-31：得计算则 取较大者：估计模数（根据公式5-25）：则 所以取m=4mm3.3.3 齿轮主要参数 3.3.4 验证齿面疲劳强度：电机驱动，载荷平稳，查表5-3，取按8级精度，取按两齿面均为软齿面，取查表5-4得 ，则：齿顶压力角：重合度：则： 齿面接触应力：计算材料许用应力：查图5-16，得，取由：所以齿轮黏合时符合接触疲劳强度条件3.3.5：齿轮参数 Z=20, Z=120, a=560mm, m=4mm， ， ，4 传动零件的设计计算4.1 减速器高速级齿轮的设计计算4.1.1 材料选择小齿轮:40cr合金钢，调质处理，取齿面硬度260HBS大齿轮:45#优质合金钢，正火处理，取齿面硬度180HBS。计算应力循环次数 查图5-17得， 由式5-29，取由图5-16b，得,由5-28式计算许用接触应力 因，故取4.1.2 按齿面接触强度确定中心距小轮转矩初定螺旋角,。初取，由表5-5得减速传动，;取 端面压力角基圆螺旋角b=12.2035。由式（5-39）计算中心距a取中心距a=120mm，估算模数mn=(0.0070.02)a=0.875-2.5mm,取标准模数mn=2mm。 小齿轮齿数：大齿轮齿数： z2=uz1=取z1=22，z2=96 实际传动比传动比误差，在允许范围内。 修正螺旋角 修正ZHZ. 齿轮分度圆直径 圆周速度由表5-6,取齿轮精度为8级.4.1.3 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动,载荷平稳,由表5-3,取KA=1.0按8级精度和，取Kv=1.035。齿宽。按b/d1=1.073,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得。查表5-4，得载荷系数计算重合度齿顶圆直径 齿轮基圆直径 端面齿顶压力角 由式（5-43）得 由式（5-42）得计算齿面接触应力故安全。4.1.4 验算齿根弯曲疲劳强度由图5-16b，得，由图5-15，得Y=1.0，Y=1.0由式5-23，Y=Y=1.0。取Y=2.0，S=1.4计算许用弯曲应力由图5-14得Y=2.74，Y=2.24Y=1.59，Y=1.84因，取 所以都安全。4.1.5 齿轮主要几何参数 z1=22, z2=96, u=4.36, mn=2 mm, 0=, mt=mn/cos=2/cos10.48230=2.034mm, d1=44.746mm, d2=195.257 mm, da1=48.746mm, da2=199.257 mm df1=40.246mm, df2=190.757 mm, a=120mm,b2=48mm,b1=54mm. 4.2 减速器低速级齿轮的设计计算 4.2.1材料的选择： 小齿轮:40cr合金钢，调质处理，齿面硬度 250-280HBS,计算取260HBS；大齿轮:45#优质碳素钢，正火处理，齿面硬度 162-217HBS，计算取180HBS。计算应力循环次数 查图5-17，Z=1.07 Z=1.11，由调质/正火钢，m16mm,取Z=Z=1.0 。两齿面均为软齿面，取Z=1.0 由精加工齿轮，取Z=0.92，取接触强度最小安全系数 S=1.0计算许用接触应力 因，故取。4.2.2 按齿面接触强度确定中心距小轮转矩T=159740Nmm取，,计算中心距a取中心距a=180 mm。 估算模数mn=(0.0070.02)a=1.26-3.6mm取标准模数mn=3mm。 减速传动，;小齿轮齿数 大齿轮齿数。取Z=27，Z=93。 实际传动比 传动比误差，在允许范围内。 计算齿轮参数：齿轮分度圆直径 , 圆周速度查表得，取齿轮精度为8级.4.2.3 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动,载荷平稳,由表5-3,取K=1.0 由图5-4， 按8级精度和，得K=1.02。齿宽。按b/d=0.89考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得K=1.07。两齿面均为软齿面，由表5-4，得K=1.1载荷系数端面齿顶压力角 ，计算重合度： 计算齿面接触应力接触疲劳强度符合要求，即安全。4.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度由图5-14得由图5-15得重合度系数：由图5-18,得由图5-19，得Y=1.0，Y=1.0由m5mm,故Y=Y=1.0取Y=2.0，由运转平稳取S=1.4。计算许用弯曲疲劳应力计算齿根弯曲应力 所以齿根弯曲疲劳强度合格。4.2.5 低速级齿轮主要参数Z=27,Z=93,u=3.44， m=3mm，, , ,齿宽 ，5 联轴器的选择与轴承的选择5.1 减速器高速端联轴器的设计5.1.1 初步估定减速器高速轴外伸段轴径 因原动机与减速器安装在公共底座上，此处的联轴器不需补偿很大得同轴度误差，同时为了减少其动载荷，联轴器应该具有较小的转动惯量和良好得减震性能，同时对比弹性柱销联轴器，弹性柱销联轴器：减速器输入轴：d=(0.81.0)D=30.438 mm电机轴直径转矩型号工程转矩（N.m）许用转速（r/min）转动惯量价格HL363050000.6较高TL625030000.06低ML39055000.178高综上所述，选择TL型弹性套柱销联轴器，具体型号及参数（取d=32mm）高速端联轴器：TL6联轴器 GB/T 4323-2002。主动端 Z型轴孔 C型键槽 从动端 Y型轴孔 A型键槽 5.1.2 低速段联轴器选择 由于工作机与减速器不在同一座上，需要联轴器有较高的补偿功能，对转动惯量没有相关要求，因此采用滑块联轴器低速轴转矩，选用KL6型滑块联轴器。具体参数：JB/2Q 4384-1986额定转矩N.m许用转速r/min质量 kg转动惯量 kg.m9003200250.43主动端 Y型轴孔 A型键槽 d=45mm L=112mm从动端 J型轴孔 A型键槽 d=42mm L=84mm5.2 轴承的选择高速轴，有轴向力，外伸端直径d=32mm。选用圆锥滚子轴承，型号30208.中速轴，有轴向力，选用圆锥滚子轴承，型号：30208低速轴，无轴向力，外伸端轴径d=45mm选用深沟球轴承，型号6221。6 轴的设计计算6.1.1 修正传动装置运动，动力参数轴号转速r/min 转矩 N.m功率W1960.0038.80083900.42220.00160.94883707.7363.87532.37023560.5463.87521.7713489.7510.642944.38233282.0滚筒10.643150.8设计要求误差总传动比 误差 符合要求滚筒功率 符合要求6.1.2 低速轴强度校核 6.1.2.1 该轴采用优质碳素钢，调质处理，主要机械性能：, , .6.1.2.2 轴的形状、尺寸及力学模型.转矩按脉冲循环计算，即取6.1.2.3 计算图b中各力， 6.1.2.4 校核轴的危险截面 由图可知，X截面受计算弯矩最大，而非最大轴径；截面直径最小，而计算弯矩较大，所以X、截面是危险截面。查表8-3，插值得：校核X截面:该截面，所以X剖面安全。校核截面：该截面，所以剖面安全。6.1.2.5 精确校核轴的疲劳强度 6.1.2.5.1 确定危险截面 、截面均有应力集中，均属危险截面，其中、截面受载荷情况类似，只取、截面中应力集中系数较大者进行校核，、受载荷情况类似，只取、截面中应力集中系数较大者进行校核。 6.1.2.5.2 校核、截面 剖面因键槽引起应力集中，查附表1-1得应力集中系数为 ， 剖面因配合（H7/r6）引起应力集中，查附表1-1得 ， 因过度圆角引起应力集中，查附表1-3，得：由D=72mm，d=63mm, r=1.6mm,故应按因配合引起的应力集中来校核截面。剖面产生扭应力，应力幅，平均应力为：,剖面产生的正应力及应力幅为：,剖面安全系数取，。，查表1-4，得 ，取，所以截面安全。 6.1.2.5.3 校核、剖面疲劳强度剖面因过渡圆角引起应力集中，D=55mm，d=45mm, r=1.6mm,查附表1-2.插值的,故应按过渡圆角引起应力集中系数来校核截面。,剖面产生扭应力，应力幅，平均应力为：绝对尺寸影响系数，表面质量系数剖面安全系数取，。，取，所以截面安全。7 轴承的寿命计算7.1低速轴轴承寿命校核低速轴采用6211，额定动载荷。7.1.1 计算当量动载荷，,计算取较大者，即R=269.0N，载荷取较小者，取，轴承不受弯矩，取 即。7.1.2 计算寿命 在常温工作， ,设要求寿命 由，所需轴承符合要求。7.2 中速轴轴承寿命校核 7.2.1 计算轴承的支反力齿轮2所受力，齿轮2所受力，则图中各力为，合成得：, 7.2.2 计算派生轴向力 查表9.8得,查表30208轴承的Y=1.6 ,C=59800N,e=0.37., 7.2.3 计算轴承的轴向载荷 7.2.4 计算轴承的当量动载荷根据工作状况，取，轴承不受力矩作用，取 7.2.5 计算轴承的寿命，取，因,取，设计要求寿命，所以轴承符合要求。8 键的强度校核8.1 高速轴上键的强度校核 键型号：10*56、钢、轴径d=32mm,l=56-10=46mm,T=38.723 N.m则键挤压应力：；，所以安全。8.2 中间轴上键的强度校核 键型号：14*32、钢、轴径d=50mm,l=32-14=18mm,T=159.740N.m则键挤压应力：，所以安全。8.3 低速轴上键的强度校核 键型号：14*100、钢、轴径d=45mm,l=100-14=86mm,T=512.346N.m则键挤压应力：，所以安全； 键型号：18*50、钢、轴径d=63mm,l=50-18=32mm,T=512.346N.m则键挤压应力：，所以安全； 9减速器的润滑及密封形式选择 减速器的润滑采用油润滑，润滑油选用中负荷工业齿轮油：油标尺M16,材料Q235A。密封圈选用JB/ZQ4606-1986，毡圈40.10参考文献 1 孙志礼 马星国 黄秋波 闫玉涛 著 北京 ： 科学出版社 20082 巩云鹏 田万禄 张伟华 黄秋波 著 北京 ： 科学出版社 2008
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